液壓元件與系統設計

液壓元件與系統設計——液壓系統設計（第四講）第一頁，共四十七頁。

電液控制系統設計（回顧）1電液控制系統分類按控制物理量分類（位置、速度、力）按液壓控制元件控制方式的不同分類（閥控、泵控）根據輸入信號形式和信號處理手段分類（模擬、數字、混合等）2電液位置控制系統電液位置控制系統組成和方塊圖性能分析

A．穩(wěn)定性分析Kv＜2hh

＜(0.2~0.4)h B．位置控制系統的閉環(huán)頻率特性

當h和Kv/h較小時，cbKv，nc

h，2nc2h—Kv/h

C．系統的精度分析 系統閉環(huán)靜態(tài)剛度為 干擾力矩引起位置誤差為第二頁，共四十七頁。

3．校正方法（滯后校正、速度加速度反饋）

4．速度、力控制系統的特點、組成、性能分析及精度分析

第三頁，共四十七頁。5電液伺服系統的設計步驟

弄清設計要求；

擬定設計方案；

進行負載匹配；

選定電液伺服閥的伺服放大器；

設計液壓伺服缸；

設計液壓泵站；

分析系統性能；進行必要的補償；

進行系統調試；

進行技術總結。以上步驟不是單方向的，會有交叉反復。第四頁，共四十七頁。分析計算步驟1)明確設計要求

(A)負載分析（負載類型、繪制負載特性）

(B)控制性能要求（控制類型、動靜態(tài)要求）

(C)工作環(huán)境要求及其它（環(huán)境、能源及其它）2)方案選擇

(A)擬定控制方案（泵控？閥控？缸？馬達？）

(B)畫出系統原理圖3)靜態(tài)計算

(A)負載計算（負載軌跡、最佳匹配、執(zhí)行元件、閥及泵的主要參數）

(B)根據最大流量和最大壓力設計或選擇所需各液壓元件。

(C)選擇系統中其它電放大元件、反饋元件、傳感器。（誤差分配）4)動態(tài)計算

·分析各元件的動態(tài)特性，畫出系統方塊圖，求出系統傳遞函數，畫出系統開環(huán)頻率特性，分析穩(wěn)定性及穩(wěn)定裕量，計算閉環(huán)頻寬。

·計算系統開環(huán)增益，靜態(tài)誤差。

·如不滿足設計要求，進行校正，直到滿足為止。5)選擇液壓能源及原動機

P、Q、油液的清潔度及空氣含量應滿足要求第五頁，共四十七頁。電液位置控制系統設計實例一設有一數控機床工作臺的位置需要連接控制，其技術要求為：指令速度信號輸入時引起的速度誤差為：ev＝5mm

干擾輸入引起的位置誤差為：epf=0.2mm給定設計參數為：工作臺質量 m＝1000kg

最大加速度 amax＝1m/s2

最大行程 S＝50cm

最大速度 v=8cm/s

工作臺最大摩擦力 Ff＝2000N

最大切削力 Fc＝500N

供油壓力 ps＝6.3MPa反饋傳感器增益 Kf＝1V／cm第六頁，共四十七頁。(1)確定系統方案采用伺服閥控制液壓缸的系統結構。第七頁，共四十七頁。

(2)確定工作臺速度和負載力的關系負載力由切削力Fc，摩擦力Ff和慣性力Fa等組成。慣性力Fa按最大加速度考慮Fa＝mamax＝1000N

系統在最惡劣的負載條件下工作時的總負載力F＝3500N。工作臺速度和負載力的關系曲線如下圖所示。第八頁，共四十七頁。

(3)確定液壓缸有效工作面積A和結構尺寸D，d令負載壓力pL=2/3ps，因為F=ApL，所以

A=3F/(2ps)=8.3cm2

現確定液壓缸活塞直徑D及活塞桿直徑d。因為A＝/4(D2—d2)，取d／D＝0.5代入上式得

D＝3.75cm，圓整取D=4cm，d=2.2cm

校核有效工作面積A得A=8.04cm2，取A＝8cm2。(4)確定伺服閥規(guī)格最大速度工況時負載壓降為pL＝F/A=4.375MPa

伺服閥壓降pv＝ps-pL=1.925MPa，負載流量qL=vm×A＝3.84L／min

查伺服閥樣本，閥壓降7MPa，額定電流IR為30mA時，流量為8l/min的伺服閥就可滿足多ps＝1.925MPa，輸出流量qL＞3.84L／min的要求。第九頁，共四十七頁。

(5)確定系統傳遞函數(A)電液伺服閥的傳遞函數額定流量81/min的伺服閥在供油壓力ps＝6.3MPa時的空載流量為7.6l/min，閥的增益為伺服閥生產廠提供了sv=600rad/s，sv=0.5的數值。電液伺服閥的傳遞函數第十頁，共四十七頁。

(B)液壓缸的傳遞函數設取代入h式中得所以得到液壓缸的傳遞函數為：第十一頁，共四十七頁。

(C)反饋傳感器的傳遞函數

(D)電放大器的傳遞函數待定

(E)系統的開環(huán)增益第十二頁，共四十七頁。

(6)系統開環(huán)頻率特性從圖中可見，系統頻寬f-3dB時，穩(wěn)定裕量為5dB和90。第十三頁，共四十七頁。

(7)計算系統穩(wěn)態(tài)誤差

·指令輸入最大速度v=8cm／s時的誤差為·干擾輸入引起的誤差：干擾有伺服放大器溫度零飄、伺服閥的零飄和磁滯及執(zhí)行元件的不良靈敏度等，將其總和折合成伺服閥輸入電流的干擾為f＝0.02IR，對這個干擾來說，系統屬于0型，當其在一段時間內為常量時，系統的位置誤差為

可見，系統達到了原定設計指標。第十四頁，共四十七頁。

電液位置控制系統設計實例二1．設計要求假定電液伺服系統需要驅動質量m＝160kg的負載作正弦規(guī)律運動，最大振幅為Y＝5mm，最高速度為45cm／s，最大加速度為l0g100m/s2，工作頻率范圍為1~100Hz?？蛻糁付ü┯蛪毫?1MPa?？焖傩砸笫?00Hz時相位移小于180。

2．設計方案其中信號源由客戶自備，其他元件在后面具體選定或設計。第十五頁，共四十七頁。

3．負載匹配

(1)供油壓力pa

客戶指定供油壓力為21MPa。

(2)活塞有效面積A

負載質量為160kg，活塞質量估計為10kg，因此總移動質量為160十10＝170kg。最大加速度為10g100m/s2，所需最大推力應為

Fm=mY’’m＝170×100＝17000N取活塞直徑D＝52mm，活塞桿直徑d＝40mm。(3)伺服閥額定流量QR考慮留出10％的余量，取QR＝18L/min。第十六頁，共四十七頁。

(4)匹配情況假定負載阻尼系數b＝1000N·s/m，負載彈簧剛度k＝20kN/m，針對外特性曲線（最大功能曲線）上的B、M和N三個拐點的參數，算出對應于三個拐點的負載特性曲線。從這三個拐點的負載特性可以看出，以M點為設計工況點進行負載匹配是有道理的。從圖中可見，驅動特性以一定的余量包圍負載特性，匹配成功。第十七頁，共四十七頁。

4．伺服閥和放大器選用北京機械工業(yè)自動化研究所的DYCF-B16-18型動圈滑閥式電液伺服閥，其額定流量為18L／min，供油壓力范圍是2.5~31.5MPa，額定電流為150mA，單線圈電阻為560，固有頻率為120Hz，阻尼比為0.5。選用與該伺服閥配套的YCF-1型伺服放大器。

5．伺服缸伺服缸行程取為S＝2Y十6＝2(5)十6＝16mm。反饋傳感器選用阜新傳感器廠FX-71型直流差動變壓器，量程士10mm，精度0.2％，供電電壓9~15V(DC)，滿量程輸出電壓土2V(DC)。殼體外徑20mm，放在直徑40mm的活塞桿的空心孔里是沒有問題的。伺服閥直接裝在缸體上?；钊幉捎瞄g隙密封?；钊麠U處采用錐形靜壓軸承。

6．液壓泵站采用蓄能器，負載所需流量為2Qm／＝2Y’mA/＝2×0.45×8.67×10-4／＝2.84×10-4m3／s＝14.9L／min，取泵站流量為20L／min。液壓缸一次行程所需油液體積為V＝AS＝8.67×10-4×0.01＝8.67×10-6m3＝8.67×10-3L。選用NXQ-L0.63／31.5-A型皮囊式蓄能器。第十八頁，共四十七頁。

7．性能分析

1）建立傳遞函數已經確定，差動變壓器在工作行程土5mm時的輸出電壓是土lv。對應最大振幅5mm的指令信號也是1V。輸入放大器的誤差信號最大為lV，如令此時放大器輸出額定電流150mA，則放大器增益KA＝150mA／1V。伺服閥的無載流量QNL＝31.18L／min，所以伺服閥增益KSV＝(31.18L／min)／150mA。液壓缸增益為活塞有效面積的倒數，即是KCYL＝1／A＝1／8.67cm2。反饋增益KF＝1V／5mm。于是，環(huán)路增益已知伺服閥固有頻率0＝120Hz＝2×120rad／s，阻尼比0＝0.5，于是2）穩(wěn)定性、快速型分析（課后自己進行）第十九頁，共四十七頁。需要說明的是：當幅頻和相頻特性繪制在一張圖上時的看圖方法。從圖中可以看出，系統開環(huán)對數幅頻特性在19.32Hz處穿越0dB軸，相位裕度為80.6；開環(huán)對數相頻特性在120Hz處達到180，幅值裕度為16dB。系統有足夠的穩(wěn)定裕度，調試時可以適當提高環(huán)路增益。第二十頁，共四十七頁。結束TheEnd第二十一頁，共四十七頁。電液速度控制系統實例速度控制系統給定設計參數為：負載轉動慣量 J＝0.43kgm2

最大負載轉矩 T＝49N·m

轉速范圍 n=34~195r/min

供油壓力 ps＝7.84MPa

速度傳感器增益 Kfv＝0.19V·s/rad性能指標為：跟蹤精度

lr/min

完成準確跟蹤的時間 0.9s第二十二頁，共四十七頁。

(1)決定系統控制方案采用伺服閥控制液壓馬達的閥控系統。第二十三頁，共四十七頁。(2)確定馬達排量取則馬達排量為或選取BMl—10擺線液壓馬達，其排量為Dm=102×10-6m3/r或Dm=163×10-7m3/rad(3)選擇伺服閥規(guī)格伺服閥流量為：此時閥的壓降為：查伺服閥樣本，選用QDY—C63型，額定電流為30mA，供油壓力為7.84MPa時的額定空載流量為1.05×10-3m3／s。第二十四頁，共四十七頁。

(4)確定傳遞函數(A)電液伺服閥的傳遞函數伺服閥的增益由樣本得：于是電液伺服閥的傳遞函數為第二十五頁，共四十七頁。

(B)液壓馬達的傳遞函數馬達油腔容腔與伺服閥到馬達間容積之和為又取則：?。河谑且簤厚R達的傳遞函數為速度傳感器的傳遞函數積分放大器的傳遞函數第二十六頁，共四十七頁。

(5)繪制系統開環(huán)頻率特性由圖可見，為了滿足系統穩(wěn)定性的條件，取開環(huán)頻率特性的相位滯后180點上的幅值裕量為6分貝，此時的角穩(wěn)定裕量為87

，由于幅值穩(wěn)定裕量不能減小，所以穿越頻率不能再增加。第二十七頁，共四十七頁。

(6)確定系統開環(huán)增益及積分放大器增益開環(huán)增益：由系統波德圖知，在區(qū)間＜c內，L()是一條斜率為-20dB/dec的直線，所以：求得積分放大器的增益為(7)速度控制系統的開環(huán)傳遞函數系統的開環(huán)傳遞函數為第二十八頁，共四十七頁。

(8)計算系統的穩(wěn)態(tài)誤差因為系統是I型系統，對速度指令信號誤差為零，滿足了跟蹤精度為lr/min的要求。

(9)系統的仿真實驗由試驗結果可見，現有系統是穩(wěn)定的，沒有超調，但上升過程有幾次小的振蕩。過渡過程在0.1秒以內結束，完全滿足在0.9秒內完成準確跟蹤的任務。第二十九頁，共四十七頁。力控制系統設計實例

現要求設計一個如圖的力控制系統。其設計參數及性能指標為：第三十頁，共四十七頁。

(1)液壓缸的確定根據力控制系統的控制特性，系統要在供油壓力的95％狀態(tài)下工作取負載壓力pL＝0.95ps＝16.625MPa，則液壓缸有效工作面積A＝Fm／pL＝54.2cm2，令d／D＝0.5，則D＝9.59cm，取D＝10cm，d＝5.5cm，校核得A＝54.78cm2。對于彈簧剛度為9000N／cm的彈簧力，最大負載力9000N是由10cm的活塞行程產生。則最大行程速度vm是以時間常數為10秒計算的最大流量

(2)選擇電液伺服閥為滿足輸出負載力動態(tài)性能的要求，從低負載彈簧狀態(tài)求出活塞運動最大速度。當無超調的時間常數控制在10秒以內時的特性曲線如圖所示。第三十一頁，共四十七頁。處于最大負載的63％時，負載所需要的壓力此外，在活塞小位移時，用極小的壓力差即可推動負載，為充分利用伺服閥的流量，現選定壓力降為7MPa，輸出流量為3.81/min的伺服閥。設閥的流量增益Kq，壓力一流量增益Kc分別為壓力增益閥的額定電流IR＝150mA，輸出位移xv＝0.038cm，增益為第三十二頁，共四十七頁。

(3)力反饋傳感器輸入力為Ff＝113000N，輸出電壓為Vf＝0.01V，其增益為

(4)靜態(tài)特性為得到

5％靜態(tài)控制精度，開環(huán)增益取K0＝25，電放大器增益第三十三頁，共四十七頁。

(5)動態(tài)特性為了確定l、2，要計算油的壓縮性，設油路的阻尼系數其中V是液壓缸的總油腔容積，為確保行程充裕，選擇工作行程大于10cm行程的液壓缸，取行程為x＝15cm的液壓缸，計算液壓缸容腔V＝Ax=8.22×10-4m3，假設4＝14×108Pa，則此時油路阻尼系數C＝0.146×10-12m3／(N／m2)。根據油的壓縮性，計算彈性系數把這個值與k比較，可知控制系統在的情況下工作，負載彈簧k＝180000N／cm時負載彈簧k＝9000N／cm時第三十四頁，共四十七頁。

取開環(huán)增益為25，根據開環(huán)放大特性求出穿越頻率：負載彈簧k＝180000N／cm時負載彈簧k＝9000N／cm時輸入為階躍函數的系統響應時間(即達到輸出最終值的63％的時間)大約等于1／c，即k＝180000N／cm時，Tc＝1／c≈0.083s，而當k=9000N／cm時，Tc＝1／c≈1.67s。和前面規(guī)定的指標相比，此響應時間非常短，能夠滿足要求。對應于3的阻尼比3的共振峰值超過了零分貝軸，這是造成系統不穩(wěn)定的原因。

頻率2、3與負載質量有關，由負載彈簧剛度的最大值決定。k＝180000N／cm時，彈簧的計算頻率為第三十五頁，共四十七頁。，使得系統的超調量減少。為此在2前的一個頻率處加入一個校正環(huán)節(jié)第三十六頁，共四十七頁。結束TheEnd第三十七頁，共四十七頁。返回第三十八頁，共四十七頁。返回第三十九頁，共四十七頁。返回第四十頁，共四十七頁。選擇電液伺服閥時考慮以下因素：(1)所選伺服閥的供油壓力不得低于系統的供油壓力。(2)選擇伺服閥時要使閥的額定流量有10%的余量。(3)固有頻率90

伺服閥的90相移頻寬90至少應為系統頻寬的3倍。返回第四十一頁，共四十七頁。1)伺服閥與缸之間的連接管道宜短、宜粗。這是因為管中油液的質量與粘滯效應，將以很大的系數（活塞有效面積與管道過流面積之比的二次方）折算到活塞桿上，而對系統的動態(tài)特性產生很大的影響。2)對于非對稱缸，為了解決往復速度不等的問題，可采用閥套上有異形窗口的伺服閥。返回第四十二頁，共四十七頁。恒壓油源可以用定量泵溢流閥或者用恒壓變量泵組成。伺服系統經常工作在零點附近，所以液壓泵站應采用節(jié)能方案。安全閥的設定壓力應該比供油壓力高出1~1.5MPa。液壓泵站的輸出流量應該包括：1)負載運動所需流量；2)伺服閥零耗流量；3)靜壓軸承耗油量；4)溢流閥保壓時的溢流量；5)閥、缸等的內泄漏量；6)采用旁通阻尼校正時的旁通流量。返回第四十三頁，共四十七頁。需要分析的性能有穩(wěn)定性、快速性及控制精度。

1．穩(wěn)定性列寫系統的傳遞函數，根據系統特征方程的系數運用羅斯判據判定系統的絕對穩(wěn)定性。繪制系統開環(huán)對數頻率持性，運用奈奎斯特判據判定系統的相對穩(wěn)定性。要求系統有10~20dB的幅值裕度和40~65的相位裕度。

2．快速性繪制系統閉環(huán)對數頻率特性，據此求出系統的頻帶寬度（-3dB頻寬和90相移頻寬)，即可查明系統的快速性是否滿足設汁要求。3

．控制精度伺服系統的精度大致分為：與輸入輸出元件有關的精度，包括輸入信號的精度，反饋傳感器的精度和加法器的精度。與其它內部元件有關的精度，取決于伺服放大器的漂移、電液伺服閥的零漂、反饋機構的傳動間隙、負載摩擦力造成的死區(qū)等缺陷。干擾引起的誤差，是指伺服系統經歷負載力、供油壓力等的變化時，控制精度所受的影響?？刂圃矸矫娴恼`差，是指系統前向通路中積分環(huán)節(jié)的階數所決定的系統無差度。

算出總誤差值后，判別所得到的精度是否已滿足設計要求。如果不滿足，則要返回到前面的步驟，改善元件特性和變更各項參數，甚至要增加補償元件，或者重新研制系統控制方案。返回第四十四頁，共四十七頁。伺服系統出廠之前必須進行系統調試。

1）對系統進行徹底的循環(huán)沖洗，把制造與安裝過程中潛伏的污染物沖到過濾器上濾除。沖洗時暫不裝伺服閥，而代之以沖洗板。沖洗期間監(jiān)視過濾器的堵塞情況，及時更換濾芯。一直沖洗到油液清潔度符合要求為止。伺服系統一般要求油液清潔度為NASl638的4~8級。

2）在調試過程中，逐漸提高系統壓力，直到額定工作壓力。要保證系統沒有外泄漏。

3）在低壓下接通放大器的電源開關，這時活塞移到一端。逐漸提高反饋增益，活塞應移到中間位置。如果活塞在一端不動，則可能是接成正反饋了。這時需把反饋信號線的兩個線頭對調一下，再試。

4）調整顫振信號的頻率和振幅，使系統動作靈活。如果平衡位置不在中間位置，可竄動傳感器外殼來調整機械零點。如果平衡位置與中